資源目錄里展示的全都有預(yù)覽可以查看的噢，，下載就有,,請(qǐng)放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：11970985 可咨詢交流】====================喜歡就充值下載吧。。。資源目錄里展示的全都有，，下載后全都有,,請(qǐng)放心下載，原稿可自行編輯修改=【QQ：197216396 可咨詢交流】==================== 機(jī)電工程學(xué)院 畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 設(shè)計(jì)題目: 汽車懸架系統(tǒng)設(shè)計(jì)前后鋼板彈簧懸架設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名： 學(xué) 號(hào)： 專業(yè)班級(jí)： 指導(dǎo)教師： 20xx 年 5 月 15 日 目 次 1前言 1 2底盤總體設(shè)計(jì) 1 2.1汽車形式的選擇 1 2.2汽車主要參數(shù)的選擇 3 2.3發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇 7 2.4輪胎的選擇 8 3 貨車前后懸架系統(tǒng)鋼板彈簧設(shè)計(jì) 8 3.1初始參數(shù) 8 3.2懸架主要參數(shù)的確定 9 3.3彈性元件的計(jì)算 10 3.4鋼板彈簧的檢驗(yàn)校核 17 4減震器設(shè)計(jì) 20 4.1相對(duì)阻尼系數(shù) 20 4.2減振器阻尼系數(shù)的確定 20 4.3最大卸荷力的確定 21 4.4簡(jiǎn)式減振器工作缸直徑的確定 21 5總結(jié) 21 致謝 22 參考文獻(xiàn) 22 1 前言 1.1 底盤設(shè)計(jì)概述 汽車底盤是汽車的重要組成部分，底盤接受來自動(dòng)力裝置的力，并且使汽車產(chǎn)生運(yùn)動(dòng)，保證汽車的行駛。其構(gòu)成包括：傳動(dòng)系統(tǒng)、行駛系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)和制動(dòng)系統(tǒng)。在汽車設(shè)計(jì)中，汽車底盤總體設(shè)計(jì)是非常關(guān)鍵的一個(gè)環(huán)節(jié)，它對(duì)汽車的質(zhì)量、性能等方面有很大的影響。在進(jìn)行汽車底盤總體設(shè)計(jì)時(shí)，一定要按照我國(guó)的現(xiàn)有法規(guī)、標(biāo)準(zhǔn)去進(jìn)行。 1.2 懸架設(shè)計(jì)概述 懸架是汽車重要的總成之一，它連接著車架和車橋，傳遞二者之間的力和力矩。懸架主要有彈性元件、導(dǎo)向元件、減振器、緩沖塊和橫向穩(wěn)定器等組成。其功用減少由地面?zhèn)鹘o車身的沖擊，并且減輕由此引起的承載系統(tǒng)的振動(dòng)，使汽車可以平順行駛；保證車輪在路面不平和載荷變化時(shí)有理想的運(yùn)動(dòng)特性，保證汽車的操縱穩(wěn)定性，使汽車獲得高速行駛能力。 懸架的設(shè)計(jì)要求有：1）行駛平順性好；2）能衰減振動(dòng)；3）操縱穩(wěn)定；4）汽車制動(dòng)或加速時(shí)，保證車身的相對(duì)穩(wěn)定；5）隔聲效果好；6）緊湊的結(jié)構(gòu)、小的使用空間。 2 底盤總體設(shè)計(jì) 2.1 汽車形式的選擇 2.1.1 汽車軸數(shù) 汽車可以有兩軸、三軸、四軸甚至更多的軸數(shù)。對(duì)于總質(zhì)量小于19t的汽車一般采用結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、制造較成本低廉的兩軸方案。 本次設(shè)計(jì)的ZY1160重型貨車選用兩軸方案。 2.1.2 驅(qū)動(dòng)形式 汽車常用的驅(qū)動(dòng)形式有4×2、6×4、4×4、6×6、8×4等，其中第一個(gè)數(shù)為汽車車輪總數(shù)（雙排輪胎按一個(gè)胎計(jì)），第二個(gè)表示驅(qū)動(dòng)輪數(shù)。 結(jié)合當(dāng)前同類型的貨車，本次設(shè)計(jì)的ZY1160重型貨車選用4×2的驅(qū)動(dòng)形式。 2.1.3 布置形式 貨車的布置形式可以按照駕駛室與發(fā)動(dòng)機(jī)相對(duì)位置的不同，可以分為平頭式、短頭式、長(zhǎng)頭式和偏置式四種。貨車又可以根據(jù)發(fā)動(dòng)機(jī)位置不同，分為發(fā)動(dòng)機(jī)前置、中置和后置三種布置形式。 （1）平頭式、短頭式、長(zhǎng)頭式、偏置式貨車 ①平頭式貨車 優(yōu)點(diǎn)：最小轉(zhuǎn)彎直徑?。幌啾韧|(zhì)量其他類型貨車，整備質(zhì)量減少；視野開闊等。 缺點(diǎn)：空載時(shí)汽車通過性較差；發(fā)動(dòng)機(jī)的噪聲等對(duì)駕駛員影響比較大；發(fā)生安全事故時(shí)，更易使駕駛員受到傷害。 ②短頭式貨車 特點(diǎn)：最小轉(zhuǎn)彎直徑介于平頭車和長(zhǎng)頭車之間；視野強(qiáng)于長(zhǎng)頭車，但低于平頭車；發(fā)生安全事故，安全性好與平頭車。 ③長(zhǎng)頭式貨車 優(yōu)點(diǎn)：通過性能好；發(fā)動(dòng)機(jī)噪聲，對(duì)駕駛員影響較小；發(fā)生安全事故，安全性好于平頭式和短頭式貨車。 缺點(diǎn)：最小轉(zhuǎn)彎直徑大；視野相對(duì)較差等。 ④偏置式駕駛室的貨車主要用于重型礦用自卸車上。 （2）發(fā)動(dòng)機(jī)前置、中置、后置 ①發(fā)動(dòng)機(jī)前置后橋驅(qū)動(dòng)貨車 優(yōu)點(diǎn)：可以采用的發(fā)動(dòng)機(jī)種類較多；發(fā)現(xiàn)故障時(shí)維修方便；容易布置操縱機(jī)構(gòu)；貨箱地板高度低。 缺點(diǎn)是:若安裝在平頭式貨車上，會(huì)使駕駛室內(nèi)部擁擠，產(chǎn)生的噪聲會(huì)對(duì)駕駛員產(chǎn)生較大影響；若安裝在長(zhǎng)頭式貨車上，為使駕駛員視野開闊，則會(huì)增加整車和整車質(zhì)心高度。 ②發(fā)動(dòng)機(jī)中置后橋驅(qū)動(dòng) 需要特殊設(shè)計(jì)的發(fā)動(dòng)機(jī)；維修不方便；離合器、變速器等機(jī)構(gòu)復(fù)雜；因發(fā)動(dòng)機(jī)距離地面近，容易被車輪帶起的泥土弄臟；貨箱地板高度高。因?yàn)檫@種布置形式的缺點(diǎn)多，并且難以克服，故不采用。 ③發(fā)動(dòng)機(jī)后置后橋驅(qū)動(dòng) 這種布置形式的貨車是在發(fā)動(dòng)機(jī)后置后橋驅(qū)動(dòng)的乘用車地底盤基礎(chǔ)上變形而來的，所以一般不采用。 由分析可以確定，ZY1160重型貨車采用平頭式、發(fā)動(dòng)機(jī)前置后橋驅(qū)動(dòng)的布置形式。 2.2 汽車主要參數(shù)的選擇 汽車主要參數(shù)包括尺寸參數(shù)、質(zhì)量參數(shù)和性能參數(shù)。 2.2.1 尺寸參數(shù) 汽車的尺寸參數(shù)包括外廓尺寸、軸距、輪距、前懸、后懸、貨車車頭長(zhǎng)度和車廂尺寸 （1）外廓尺寸 汽車的長(zhǎng)、寬、高稱為汽車外廓尺寸。在進(jìn)行設(shè)計(jì)時(shí)，要結(jié)合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)設(shè)計(jì)。 表 2-1 二軸貨車外廓尺寸的最大限值 二 軸 貨 車 汽車總質(zhì)量 車長(zhǎng)/mm 車寬/mm 車高/mm 最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量≤3500kg 6000 2500 4000 最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量 >3500kg，且≤8000kg 7000 最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量 >8000kg,且≤12000kg 8000 最大設(shè)計(jì)總質(zhì)量 >12000kg 9000 二軸貨車外廓尺寸最大如上表所示，參考同類車型的貨車，確定本次設(shè)計(jì)ZY1160重型貨車的長(zhǎng)取9000mm，寬取2500mm，高取2870mm。 （2）軸距L和輪距B 軸距的選取應(yīng)在一定的范圍。軸距過短會(huì)使車廂的長(zhǎng)度變短；使汽車制動(dòng)性變差；對(duì)汽車行駛平順性也會(huì)有不好的影響。軸距過長(zhǎng)則會(huì)使汽車整備質(zhì)量變大；使汽車機(jī)動(dòng)性變差等。對(duì)于載貨量大的貨車，軸距在選取時(shí)，可以選的盡量大些。軸距的選取可以參考表2-2。 輪距大可以提高車身的穩(wěn)定性，但會(huì)使汽車的最小轉(zhuǎn)彎直徑和總質(zhì)量的增加，降低汽車的機(jī)動(dòng)性能。輪距在選取時(shí)，要滿足汽車的總寬不能超過2.5m。前輪距在選取時(shí)，要使前輪的轉(zhuǎn)向不受影響，同時(shí)還要保證前輪、車架、前懸架和發(fā)動(dòng)機(jī)能有合適的位置。后輪距的選取則應(yīng)考慮到輪胎、車架的寬度等。 表 2-2 各類汽車的軸距和輪距 4×2貨車 汽車總質(zhì)量Ma/t 軸距L/mm 輪距L/mm ≤1.8 1700～2900 1150～1350 1.8～6.0 230～3600 1300～1650 6.0～14.0 3600～5500 1700～2000 ＞14 4500～5600 1840～2000 參考表2-32并結(jié)合同類車型，此次設(shè)計(jì)軸距取5000mm，前輪距取1920mm，后輪距取1800mm。 （3）前懸和后懸 前懸是指汽車前輪中心與汽車最前端的水平距離。前懸的長(zhǎng)度應(yīng)足以安裝保險(xiǎn)杠、固定和安裝駕駛室前支點(diǎn)等。前懸增加會(huì)使汽車的通過性降低、增加前懸架的長(zhǎng)度并且會(huì)使駕駛員的視野受到影響；但是在汽車發(fā)生安全事故時(shí)，可以對(duì)乘員進(jìn)行保護(hù)，提高安全性。 后懸是指后橋中心至汽車最后端之間的水平距離。后懸的長(zhǎng)度與汽車軸距、貨廂長(zhǎng)度和軸荷分配情況有很大關(guān)系。 后懸尺寸過長(zhǎng)，會(huì)使汽車通過性降低、汽車追尾時(shí)的安全性提高和貨箱長(zhǎng)度增加?？傎|(zhì)量在1.8～14.0t的貨車后懸一般在1200～2200之間，特長(zhǎng)貨箱的汽車后懸可達(dá)到2600mm，但不得超過軸距的55％。 參考同類車型，本次設(shè)計(jì)的平頭式貨車前懸為1430mm，后懸為2570mm。 （4）貨車車頭長(zhǎng)度 貨車車頭長(zhǎng)度是指從汽車駕駛室后圍到前保險(xiǎn)杠的距離。駕駛室的形式對(duì)車頭長(zhǎng)度有特別大影響。此次設(shè)計(jì)取車頭長(zhǎng)度為1800mm。 （5）貨車車廂尺寸 貨車車廂尺寸在設(shè)計(jì)時(shí)要求在運(yùn)送散裝煤和袋裝糧食時(shí)能裝足夠的噸數(shù)。車廂長(zhǎng)度在滿足要求的前提下盡可能短點(diǎn)，以減少整備質(zhì)量。車廂寬度在設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)在滿足標(biāo)準(zhǔn)的要求下盡量寬點(diǎn)，以縮減整車長(zhǎng)度。車廂高度增加會(huì)使貨車的質(zhì)心增高。參考同類型汽車，可取車箱長(zhǎng)6600mm、寬2400mm、高600mm。 2.2.2 質(zhì)量參數(shù) 質(zhì)量參數(shù)包括整車汽車總質(zhì)量、裝載質(zhì)量（載質(zhì)量）、整備質(zhì)量、質(zhì)量系數(shù)、軸荷分配等。 （1）汽車總質(zhì)量ma 汽車總質(zhì)量在本次設(shè)計(jì)中已給出，ma=16000kg。 （2）整車整備質(zhì)量m0 整車整備質(zhì)量是指車上帶有全部裝備（包括隨車工具、備胎等），加滿燃料、水，但沒有裝貨和載人時(shí)的整車質(zhì)量。整車整備質(zhì)量對(duì)汽車的制造成本和燃油經(jīng)濟(jì)性有影響，整備質(zhì)量為5900kg。 （3）裝載質(zhì)量（載質(zhì)量）me 載質(zhì)量是指在硬質(zhì)良好路面上行駛時(shí)所允許的額定裝載質(zhì)量。載質(zhì)量在此次設(shè)計(jì)中為9900kg。 （4）質(zhì)量系數(shù)ηm0 質(zhì)量系數(shù)是指汽車載質(zhì)量與整車整備質(zhì)量的比值。該系數(shù)反應(yīng)了汽車的設(shè)計(jì)水平和工藝水平，質(zhì)量系數(shù)越大，說明該汽車的結(jié)構(gòu)和制造工藝越先進(jìn)。 ηm0= me/m0=1.68 （5）軸荷分配 汽車軸荷分配是指汽車在空載和滿載靜止?fàn)顟B(tài)下，各軸對(duì)支承平面的垂直負(fù)荷，也可以用占空載或滿載總質(zhì)量的百分比來表示。軸荷分配可參考2-3進(jìn)行選擇。 表2-3 各類貨車的軸荷分配 貨車類型 滿載 空載 前軸％ 后軸％ 前軸％ 后軸％ 4×2后單胎 32～40 60～68 50～59 41～50 4×2后雙胎（長(zhǎng)頭） 25～30 73～75 44～49 50～56 4×2后雙胎（平頭） 30～35 65～70 48～54 46～52 6×4后雙胎 大多19～25 大多79～81 31～37 63～69 由于此次設(shè)計(jì)采用4×2后雙胎（平頭）重型貨車，滿載時(shí)可取前軸載荷58800N，后軸載荷98000N；空載時(shí)，前軸載荷28910N，后軸載荷28910N。 2.2.3 汽車性能參數(shù) （1）動(dòng)力性參數(shù) 汽車的動(dòng)力性參數(shù)包括最高車速、比功率、比轉(zhuǎn)矩、上坡能力和加速時(shí)間等。貨車的動(dòng)力性參數(shù)在選擇時(shí)可以結(jié)合表2-4進(jìn)行選擇。 表2-4 貨車動(dòng)力性參數(shù)范圍 最大總質(zhì)量(t) 最高車速(km ? h-1) 比功率（kW?t-1） 比轉(zhuǎn)矩（N ?m?t-1） ≤1.8 80 ~135 16 ~28 30 ~44 1.8≤ma≤6.0 15 ~25 38 ~44 6.0≤ma≤14.0 75 ~120 10 ~20 33 ~47 ≥14.0 6 ~20 29 ~50 ①最高車速vmax 汽車的最高車速是指汽車在水平良好路面上，汽車能達(dá)到的最高行駛速度。最高車速已由本次設(shè)計(jì)給出，為80km/h。 ②比功率和比轉(zhuǎn)矩 比功率是汽車所裝發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定的最大功率與汽車最大總質(zhì)量的比值。比功率大的汽車加速性能、速度性能會(huì)更好些。比轉(zhuǎn)矩是汽車所裝發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩與汽車總質(zhì)量之比。比轉(zhuǎn)矩大的汽車牽引能力強(qiáng)。參考同類車型并結(jié)合表2-4，取比功率為8.5kW?t-1，比轉(zhuǎn)矩為35 N?m?t-1。 ③加速時(shí)間 貨車的加速時(shí)間是貨車動(dòng)力性的另一個(gè)表征參數(shù)，它知道時(shí)貨車在良好的平直路面上，從原地起步并以最大的加速度進(jìn)行加速達(dá)到一定車速所需要的時(shí)間。對(duì)于最高車速在100km/h以下的貨車常用加速到60km/h的加速時(shí)間來表示。 ④上坡能力 貨車的上坡能力是指貨車在滿載時(shí)在良好的路面條件下所能爬上的最大坡度。通常要求貨車能夠爬上30%的坡度，這個(gè)參數(shù)在選擇最大傳動(dòng)比的時(shí)候往往是必須要考慮的對(duì)象。 （2）最小轉(zhuǎn)彎直徑 貨車的轉(zhuǎn)向盤轉(zhuǎn)至其極限位置時(shí)，貨車的前外轉(zhuǎn)向輪輪轍中心在支承平面上的軌跡圓直徑，稱為汽車最小轉(zhuǎn)彎直徑。對(duì)于質(zhì)量大于14t的貨車，其最小轉(zhuǎn)彎直徑在13.0m~21.0m之間選取。本次設(shè)計(jì)最小轉(zhuǎn)彎直徑定為19m。 （3）通過性幾何參數(shù) 通過性幾何參數(shù)包括：最小離地間隙hmin、接近角γ1、離去角γ2、縱向通過半徑ρ1。其取值如表2-5所示。 表2-5 汽車通過性幾何參數(shù) 車型 hmin/mm γ1/(°) γ2/(°) ρ1/m 4×2乘用車 155～220 20～30 15～22 3.0～8.3 4×4乘用車 210～250 45～50 35～40 1.7～3.6 4×2貨車 180～300 40～60 25～45 2.3～6.0 4×4貨車、6×6貨車 260～350 45～60 35～45 1.9～3.6 4×2客車、6×4客車 220～370 10～40 6～20 4.0～9.0 參考同類車型，取ZY1160貨車的最小離地間隙為240mm，接近角50°，離去角35°，縱向通過半徑4.5m。 2.3 發(fā)動(dòng)機(jī)的選擇 2.3.1 發(fā)動(dòng)機(jī)形式的選擇 現(xiàn)在汽車上常用的發(fā)動(dòng)機(jī)有汽油機(jī)和柴油機(jī)。在相同功率條件下，柴油機(jī)要比汽油機(jī)重、尺寸也要大些；柴油機(jī)出故障的可能性要低于汽油機(jī)；相同條件下，柴油機(jī)的油耗量也低于汽油機(jī)；汽油機(jī)在冷啟動(dòng)方面又優(yōu)于柴油機(jī)。對(duì)于本次設(shè)計(jì)的16噸重型貨車，采用柴油機(jī)較為適合。 2.3.2 發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸排列形式和冷卻方式的選擇 對(duì)于本次設(shè)計(jì)，發(fā)動(dòng)機(jī)氣缸排列形式可以采用直列式。直列式發(fā)動(dòng)機(jī)結(jié)構(gòu)相對(duì)簡(jiǎn)單、且發(fā)生故障時(shí)維修比較容易、工作性能穩(wěn)定。但是高度尺寸比較高，不容易布置。 發(fā)動(dòng)機(jī)的冷卻方式采用水冷的形式。水冷方式的發(fā)動(dòng)機(jī)具有冷卻均勻可靠，散熱性好，噪聲小等優(yōu)點(diǎn)。因此，在汽車上受到廣泛使用。 2.3.3 發(fā)動(dòng)機(jī)主要性能指標(biāo)的選擇 （1）最大功率及對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速 根據(jù)前面參考同類車型所得到的比功率8.5kW?t-1。將其乘以汽車的總質(zhì)量16t，可以得到汽車的最大功率為 Pemax=8.5×16=136 kW 對(duì)于使用柴油機(jī)的重型貨車，其最大功率對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速在1800～2600r/min內(nèi)取值。此次設(shè)計(jì)取2500r/min。 （2）最大轉(zhuǎn)矩及對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速 發(fā)動(dòng)機(jī)的最大轉(zhuǎn)矩Temax： Temax=9549×αPemaxnP (2-1) 其中，α為轉(zhuǎn)矩適應(yīng)系數(shù)，一般在1.1～1.3之間選取，可取1.2；nP為最大功率轉(zhuǎn)速2500r/min。可得 Temax=9549×1.2×136/2500=623N ?m 最大轉(zhuǎn)矩對(duì)應(yīng)的轉(zhuǎn)速nT應(yīng)與nP有一定差值。nP/nT可在1.4～2.0之間選取。取nT為1400r/min。 2.3.4 發(fā)動(dòng)機(jī)型號(hào)選擇 結(jié)合以上分析，此次設(shè)計(jì)選取東風(fēng)康明斯公司生產(chǎn)的ISDe180 30型號(hào)的發(fā)動(dòng)機(jī)，其外形尺寸為長(zhǎng)935mm、寬720mm、高820mm。 2.4 輪胎的選擇 輪胎的選擇對(duì)汽車的行駛能力、承載能力等有較大的影響，因此在進(jìn)行輪胎的選擇時(shí)要滿足以下基本要求：在行駛時(shí)，可以承載額定的貨物并能達(dá)到設(shè)計(jì)所需的速度；耐磨損、耐老化、耐扎刺；滾動(dòng)阻力要小等。 輪胎所承受的最大靜負(fù)荷與輪胎額定負(fù)荷之比，稱為輪胎負(fù)荷系數(shù)。大多數(shù)汽車的輪胎負(fù)荷系數(shù)取為0.9～1.0，以免超載。貨車的后輪裝雙胎時(shí)，比單胎使用時(shí)的負(fù)荷加倍后減少10％～15％。 結(jié)合以上分析此次設(shè)計(jì)輪胎規(guī)格為前輪采用9.00—20的輪胎形式，后輪采用9.00R20的輪胎形式。即斷面寬度0.227m，輪胎滾動(dòng)半徑0.494m，輪胎的充氣壓力為600kpa。 3 貨車前后懸架系統(tǒng)鋼板彈簧設(shè)計(jì) 3.1 初始參數(shù) （1）空載質(zhì)量m0=5900kg 前輪所分配質(zhì)量=2950kg 后輪分配質(zhì)量=2950kg 前軸非簧載質(zhì)量=500kg 后軸非簧載質(zhì)量=1000kg 前懸架簧載質(zhì)量m01=2950-550=2400kg 后懸架簧載質(zhì)量m02=2950-950=2000kg （2）滿載質(zhì)量ma=16000kg 前輪所分配質(zhì)量=6000kg 后輪分配質(zhì)量=10000kg 前懸架簧載質(zhì)量ma1=6000-500=5500kg 后懸架簧載質(zhì)量ma2=10000-1000=9000kg （3）軸距=5000mm 前輪距=1920mm 后輪距=1800mm 3.2 懸架主要參數(shù)的確定 3.2.1 懸架靜撓度設(shè)計(jì) 前后懸架靜撓度fc1、fc2與汽車前后車身固有頻率n1、n2的關(guān)系為： n1=5/fc1 n2=5/fc2 （3-1） fc1、fc2在選取的過程中，應(yīng)選取近似值，并且使得fc1稍大于fc2，這有利于防止車身產(chǎn)生較大的縱向角。對(duì)于滿載貨車n1可在1.50～2.10Hz之間選取，n2可在1.70～2.17Hz之間選取。 取n1=1.60Hz n2=1.9Hz,并且?guī)胧阶樱?-1） 得fc1=98mm fc2=69mm 3.2.2 懸架動(dòng)撓度 對(duì)于貨車，fd取值范圍6～9cm； 可取fd=8cm 3.2.3 懸架彈性特性 鋼板彈簧非獨(dú)立懸架的彈性特性可視為線性的，故本次設(shè)計(jì)前懸架的彈性特性是線性的；帶有副簧的鋼板彈簧，為剛度可變的非線性彈性特性懸架，故后懸架的彈性特性是非線性的。 3.2.4 后懸架主、副簧剛度分配 對(duì)于副簧開始參加工作的載荷和主、副簧的剛度分配，可使副簧開始起作用的懸架撓度fa等于汽車空載時(shí)懸架的撓度f0，而使副簧開始起作用的前一瞬間的撓度fk等于滿載時(shí)的懸架撓度fc?？傻茫? Fk=F02Fa2 （3-2） 其中F02=m02g2=9800N Fa2=ma2g2=46550N 得Fk=21359N 副簧、主簧的剛度比為 ca/cm=λ-1 ,λ=F02/Fa2 代入解得ca/cm=1.18 懸架總體剛度c=Fa2/fc2=674.6N/mm 得主簧剛度cm=309.4N/mm 副簧剛度ca=365.2N/mm 3.3 彈性元件的計(jì)算 3.3.1 滿載弧高 滿載弧高指鋼板彈簧裝到車軸上，汽車滿載時(shí)鋼板彈簧主片上表面與兩端 不包括卷耳孔半徑連線間的最大高度差。通常取fa=10~20mm 。本方案中fa初步定為15mm。 3.3.2 彈簧鋼板長(zhǎng)度的確定 鋼板彈簧長(zhǎng)度L是指彈簧伸直后兩卷耳中心之間的距離。根據(jù)統(tǒng)計(jì)資料，彈簧伸直長(zhǎng)度取值規(guī)律一般為： 貨車前懸架：L=(0.26～0.35)軸距；后懸架：L=(0.35～0.45)軸距。 本設(shè)計(jì)初步選定前鋼板彈簧的長(zhǎng)度L1=1500mm。 后鋼板彈簧主簧長(zhǎng)度L21=2000mm ，副簧長(zhǎng)度L22=1300mm 3.3.3 鋼板斷面尺寸及片數(shù)確定 （1）鋼板彈簧斷面形狀確定 鋼板彈簧斷面一般采用矩形斷面，宜于加工，成本低。 本方案中選用矩形斷面。 （2）鋼板彈簧斷面尺寸及片數(shù) 鋼板彈簧的總慣性矩計(jì)算公式為： J0=L-kS2Cδ48E (3-3) 式中，k為無效長(zhǎng)度系數(shù)，取k=0.5； S為U型螺栓中心距,本設(shè)計(jì)取200mm； E為材料彈性模量，E=2.1×105N/mm2； δ為撓度增大系數(shù)。δ=1.5/[1.4×(1+0.5η)]，η=n1/n0，其中n1代表與主片重復(fù)片數(shù)，n0為總片數(shù)；C=Fw/fc。 鋼板彈簧總截面系數(shù)W0用下式進(jìn)行計(jì)算： W0≥FW(L-kS)/(4σw) （3-4） 式中，[σw]為許用彎應(yīng)力，本次設(shè)計(jì)鋼板彈簧材料采用60Si2Mn。[σw]的取值范圍：前鋼板彈簧350~450Mpa，取400MPa；后鋼板彈簧450~550Mpa，取500MPa；后副簧220~250Mpa，取240MPa； 鋼板彈簧平均片厚的計(jì)算公式為： hp=2J0/W0 （3-5） b/hp的比值在6-10之間選擇。 又可表示為： J0=nbh312 （3-6） 式中，n為鋼板彈簧總片數(shù)； b為板簧的寬度； h為板簧厚度。 由此可得： h=312J0nb （3-7） ① 前懸架鋼板彈簧斷面尺寸 前鋼板彈簧滿載載荷Fa1=ma1g/2=5500×9.8/2=26950N 前鋼板彈簧剛度c1=Fa1/fc1=26950/98=275N/mm； 與主長(zhǎng)重復(fù)片數(shù)2，總片數(shù)10 得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×2/10)=1.31 根據(jù)公式（3-3）得： J01=[(1500-0.5×200)3×275×1.31]/(48×2.06×105)=99972mm4 根據(jù)公式（3-4）得： W01≥26950×(1500-0.5×200)/(4×400)=23581mm3 取W01=23581mm3 根據(jù)公式（3-5）得： Hp1=2×94519/21660=8.5mm 根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值，取b1=80mm； 根據(jù)公式（3-7）得h=11.4mm 并結(jié)合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)取h1=12mm 前鋼板彈簧的彈簧片均采用等厚度鋼板。 后懸架鋼板彈簧主簧斷面尺寸 ② 后鋼板彈簧主簧滿載載荷Fw1=Fa2-Fk/2=35870N 后鋼板彈簧主簧剛度cm=309.4N/mm 與主長(zhǎng)重復(fù)片數(shù)2，總片數(shù)10 得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×2/10)=1.31 根據(jù)公式（3-3）得： J02=[(2000-0.5×200)3×309.4×1.31]/(48×2.06×105)=281336mm4 根據(jù)公式（3-4）得： W02≥35870×(2000-0.5×200)/(4×500)=29367mm3 取W02=29367mm3 根據(jù)公式（3-5）得： Hp2=2×281336/29367=19.1mm 根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值，取b2=120mm； 根據(jù)公式（3-7）且根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)取h2=14mm 為了使主簧可以適應(yīng)不同的條件，現(xiàn)將主片加厚到16mm。 ③后懸架鋼板彈簧副簧斷面尺寸 后鋼板彈簧副簧滿載載荷Fw1= Fk/2=10680N 后鋼板彈簧副簧剛度cm=365.2N/mm 與主長(zhǎng)重復(fù)片數(shù)1，總片數(shù)8 得δ1=1.5/[1.04×(1+0.5×1/8)=1.36 根據(jù)公式（3-3）得： J02′=[(1300-0.5×200)3×365.2×1.36]/(48×2.06×105)=86797mm4 根據(jù)公式（3-4）得： W02′≥10680×(1300-0.5×200)/(4×500)=13350mm3 取W02′=13350mm3 根據(jù)公式（3-5）得： Hp2′=2×86797/13350=13mm 根據(jù)寬度和平均厚度hp的比值，取b2′=120mm； 根據(jù)公式（3-7）且根據(jù)國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)取h2′=10mm. 后鋼板彈簧的副簧彈簧片均采用等厚度鋼板。 3.3.4 鋼板彈簧各片長(zhǎng)度確定 鋼板彈簧長(zhǎng)度的確定可由作圖法求出。 圖3-1 作圖法確定鋼板彈簧各片長(zhǎng)度 可以得到彈簧片長(zhǎng)度如下： （1）前懸架鋼板彈簧 第一片：1500mm 第二片：1500mm 第三片：1360mm 第四片：1220mm 第五片：1080mm 第六片：940mm 第七片：800mm 第八片：660mm 第九片：500mm 第十片：340mm （2）后懸架鋼板彈簧 ①主簧 第一片：2000mm 第二片：2000mm 第三片：1720mm 第四片：1440mm 第五片：1260mm 第六片：1080mm 第七片：910mm 第八片：730mm 第九片：550mm 第十片：380mm ②副簧 第一片：1300mm 第二片：1160mm 第三片：1020mm 第四片：890mm 第五片：750mm 第六片：610mm 第七片：480mm 第八片：340mm 3.3.5 鋼板彈簧在自由狀態(tài)的弧高及曲率半徑的計(jì)算 （1）鋼板彈簧在自由狀態(tài)下的弧高H0為： H0=fc+fa+Δf （3-8） 式中，fc為靜撓度；fa為滿載弧高；Δf為鋼板彈簧總成用U型螺栓夾緊后引起的弧高變化。Δf可由下式求得： Δf=S(3L-S)(fa+fc)2L2 （3-9） S為U型螺栓的中心距；L為鋼板彈簧主片長(zhǎng)度。 鋼板彈簧總成在自由狀態(tài)的曲率半徑為 R0=L2(8H0) (3-10) ①前鋼板彈簧 根據(jù)式子（3-9）得Δf1=200×(3×1500-200) ×(98+15)2×1500×1500=22mm 根據(jù)式子（3-8）得H01=98+15+22=135mm 根據(jù)式子（3-10）得R01=15002/(8×135)=2083mm ②后鋼板彈簧 主簧： 根據(jù)式子（3-9）得Δf2=200×(3×2000-200) ×(69+15)2×2000×2000=12mm 根據(jù)式子（3-8）得H02=69+15+12=96mm 根據(jù)式子（3-10）得R02=20002/(8×96)=5208mm 副簧： 根據(jù)式子（3-9）得Δf2＇=200×(3×1300-200) ×(69+15)2×1300×1300=18mm 根據(jù)式子（3-8）得H02＇=69+15+18=102mm 根據(jù)式子（3-10）得R02＇=13002/(8×102)=2071mm （2）鋼板彈簧各片自由狀態(tài)下曲率半徑的確定 鋼板彈簧各片在自由狀態(tài)下的曲率半徑，可以由裝配后產(chǎn)生的預(yù)應(yīng)力來進(jìn)行確定。 鋼板彈簧在自由狀態(tài)下各片的曲率半徑為: Ri=R0[1+2σ0iR0Ehi] （3-11） 式中,Ri為自由狀態(tài)時(shí)第i片彈簧的曲率半徑； R0為自由狀態(tài)時(shí)鋼板彈簧總成的曲率半徑； σ0i是每片彈簧的預(yù)應(yīng)力； E為材料的彈性模量，取E為2.1×105Mpa； hi表示第 i片彈簧的厚度。 彈簧各片的預(yù)應(yīng)力在選取時(shí)，應(yīng)使各片彈簧在根部處所造成的彎矩代數(shù)和為零，即 i=1NMi=0 (3-12) 再由第i片彈簧的長(zhǎng)度求出第i片彈簧的弧高為 Hi=Li2/(8Ri) （3-13） 根據(jù)公式（3-11）、（3-12）、（3-13）計(jì)算如下 ①前懸架鋼板彈簧在自由狀態(tài)下各片的彈簧的參數(shù)如表3-1所示。 表3-1 前懸架鋼板彈簧自由狀態(tài)下參數(shù) 序號(hào) hi(mm) σi(Mpa) Li(mm) Ri(mm) Hi(mm) 1 12 -150 1500 2770 101.5 2 12 -90 1500 2448 114.7 3 12 -40 1360 2230 103.7 4 12 20 1220 2016 92.3 5 12 20 1080 2016 72.3 6 12 20 940 2016 54.8 7 12 40 800 1954 40.9 8 12 60 660 1895 28.7 9 12 60 500 1895 16.5 10 12 60 340 1895 7.6 ②后懸架鋼板彈簧主簧在自由狀態(tài)下各片的參數(shù)如表3-2所示。 表3-2 后懸架鋼板彈簧主簧在自由狀態(tài)下參數(shù) 序號(hào) hi(mm) σi(Mpa) Li(mm) Ri(mm) Hi(mm) 1 16 -140 2000 9329 53.6 2 16 -100 2000 7652 65.3 3 16 -40 1720 6027 61.4 4 14 20 1440 4930 52.6 5 14 40 1260 4623 42.9 6 14 40 1080 4623 31.5 7 14 40 910 4623 22.4 8 14 60 730 4342 15.3 9 14 60 550 4342 8.7 10 14 60 380 4342 4.2 ③后懸架鋼板彈簧副簧在自由狀態(tài)下各片的參數(shù)如表3-3所示。 表3-3 后懸架鋼板彈簧副簧自由狀態(tài)下參數(shù) 序號(hào) hi(mm) σi (Mpa) Li(mm) Ri(mm) Hi(mm) 1 10 -120 1300 2714 77.8 2 10 -80 1160 2460 68.4 3 10 -30 1020 2135 60.9 4 10 30 890 2011 49.2 5 10 40 750 1919 36.6 6 10 40 610 1919 24.2 7 10 60 480 1852 15.6 8 10 60 340 1852 7.8 3.3.5 卷耳尺寸的確定 卷耳處所受應(yīng)力為： σ=[3Fx(D+h1)]/(bh12)+Fx/(bh1) (3-14) 可得 D≤[[σ]- Fx/(bh1)](bh12)/(3Fx)-h1 (3-15) 其中，F(xiàn)x為沿彈簧縱向作用在卷耳中心線上的力；D為卷耳內(nèi)徑；b為鋼板彈簧寬度；h1為主片厚度。許用應(yīng)力[σ]取350Mpa。 （1）前懸架卷耳 Fx1=m1G01φ=1.1×26950×0.8=23716N D1≤52.67mm 取D1=30mm （2）后懸架卷耳 Fx2=m2G02φ=1.1×46550×0.8=40946N D2≤62.34mm 取D2=35mm 3.3.6 鋼板彈簧彈簧銷設(shè)計(jì) 鋼板彈簧受靜載荷時(shí)鋼板彈簧銷受到的擠壓應(yīng)力： σZ=FS/bd （3-16） 得 d=FS/(σZb) （3-17） 其中為滿載靜止時(shí)鋼板彈簧端部的載荷； b為卷耳處葉片寬； d為鋼板彈簧銷直徑； 用20Cr鋼經(jīng)滲碳處理后，其[σZ] ≤7～9 N/mm，[σZ]取8Mpa。 ①對(duì)于前鋼板彈簧FS1=G1/2=26950/2=13475N d1=13475/(80×8)= 21.05mm 結(jié)合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，d1取20mm。 ②對(duì)于后鋼板彈簧FS2=G2/2=23275N d2=23275/(120×8) =24.24mm 結(jié)合國(guó)家標(biāo)準(zhǔn)，d2取24mm。 3.4 鋼板彈簧的檢驗(yàn)校核 3.4.1 鋼板彈簧剛度的檢驗(yàn) 鋼板彈簧剛度的驗(yàn)算公式為： C=6αEi=1nak+13Yk-Yk+1 （3-18） 其中， ak+1=(l1-lk+1)； Yk=1/i=1kJi； Yk+1=1/i=1k+1Ji； Ji=bh312；為剛度修正系數(shù)，=0.9~0.94，這里取0.92；、為主片和第（k+1）片的長(zhǎng)度的一半。將數(shù)據(jù)帶入公式（3-18），得： ①前鋼板彈簧的自由剛度 C1=(6×2.1×105×0.92)/4302.9=269.4 N/mm 與設(shè)計(jì)剛度C1=275N/mm差別不大，所以前鋼板彈簧滿足剛度要求。 ②后鋼板彈簧主簧的自由剛度 C2=(6×2.1×105×0.92)/3815.7=303.8 N/mm 與設(shè)計(jì)剛度C2=309.4N/mm差別不大，所以后鋼板彈簧主簧滿足剛度要求。 ③后鋼板彈簧副簧的自由剛度 C2′=(6×2.1×105×0.92)/3219.1=360.1 N/mm 與設(shè)計(jì)剛度C2′=365.2N/mm差別不大，所以后鋼板彈簧副簧滿足剛度要求。 3.4.2 鋼板彈簧總成弧高核算 根據(jù)最小勢(shì)能原理，鋼板彈簧總成的穩(wěn)定平衡狀態(tài)是各片勢(shì)能總和最小狀態(tài)，由此可求得等厚葉片彈簧的 R0=i=1nLii=1nLiRi （3-19） 鋼板彈簧的總成弧高為： H≈L2/(8R0 ) （3-20） 由公式（3-19）、（3-20），代入數(shù)據(jù)得： （1）前懸架鋼板彈簧 R01=2161.9mm H1=130mm 計(jì)算結(jié)果與計(jì)算的結(jié)果135mm相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。 （2）后懸架鋼板彈簧 主簧：R02=5391.4mm H2=94mm 計(jì)算結(jié)果與計(jì)算的結(jié)果96mm相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。 副簧：R02′=2133.8mm H2′=99mm 計(jì)算結(jié)果與計(jì)算的結(jié)果102mm相差不大，符合設(shè)計(jì)要求。 3.4.3 鋼板彈簧強(qiáng)度的核算 （1）制動(dòng)工況時(shí)，前懸架鋼板彈簧應(yīng)滿足： δmax=m1′G1(l1+φC)l2(l1+l2)W0 （3-21） 式中， m1＇取1.5，φ取0.8。 得： δmax=[1.4×26950×750+0.8×500×750]/(1500×10×80×1226)=903.9Mpa <,所以鋼板彈簧強(qiáng)度合格。 （2）驅(qū)動(dòng)工況時(shí)，后懸架鋼板彈簧應(yīng)滿足： σmax=G2m2′l2(l1+φC)(l1+l2)W0+G2m2′φbh1 （3-22） 式中， m2′取1.1；為道路附著系數(shù)取0.8，許用應(yīng)力取為1000N/mm。 滿載靜止時(shí)有： f=(G2-Fk)/(C2+C2′)=(46550-21359)/(303.8+360.1)=37.9mm F主=Fk+C2f=21359+303.8×37.9=32873N F副=C2′f=360.1×37.9=13648N 由上式驗(yàn)算主簧強(qiáng)度： σmax=(Gl1l2+G2m2′l2φc)/[(l1+l2)W0]+G2m2′φ/bh1=762 Mpa 其中牽引驅(qū)動(dòng)時(shí)，主簧載荷為 G= (G2-F副)m2′=36137N =1.1 =0.8 驗(yàn)算副簧強(qiáng)度： σmax=F副m2′l1′l2′/( l1′+l2′)W0=469 Mpa 主副簧強(qiáng)度在許用應(yīng)力范圍內(nèi)，符合強(qiáng)度要求。 （3）驗(yàn)算汽車在不平路面上鋼板彈簧的強(qiáng)度。 主簧的極限載荷按下式計(jì)算： Fm1=F主+c2fd=44387N σm= Fm1l1l2/(l1+l2)W0=44387×1000×1000/[2000×(3×120×162+7×120×142)/6]=519Mpa＜[σ]=1000 Mpa 副簧的極限載荷按下式計(jì)算： Fm2=F副+c2′fd=29296N σm= Fm2l1′l2′/(l1′+l2′)W0′=672Mpa＜[σ] =1000 Mpa 不平路面上主副簧都符合強(qiáng)度要求。 4 減震器設(shè)計(jì) 減振器是懸架系統(tǒng)里面的組成的部件，它對(duì)汽車的乘坐舒適性及懸架的使用壽命有著非常大的影響。現(xiàn)在貨車中的減震器大多是液力減震器。減震器根據(jù)不同的結(jié)構(gòu)，還可分為搖臂式減震器和筒式減震器。筒式減震器因不易磨損、且對(duì)不同溫度的適應(yīng)性好，而被廣泛適用。雙筒充氣液力減震器體積小、產(chǎn)生噪音較小和工作狀態(tài)比較穩(wěn)定的優(yōu)點(diǎn)，使其應(yīng)用最廣。 綜合分析，本次設(shè)計(jì)采用雙筒式減震器。 4.1 相對(duì)阻尼系數(shù) 在卸荷閥沒有打開時(shí)，減震器的阻力F和其振動(dòng)速度v的關(guān)系表達(dá)式是 F=δv （4-1） 式中，為減振器阻尼系數(shù)。 算出汽車懸架的阻尼之后，就可以明白為什么簧上質(zhì)量的振動(dòng)在實(shí)際工作過程中是周期性的衰減振動(dòng)了，用Ψ來表示振動(dòng)速度的大小： Ψ=δ(2cms) （4-2） 式中，c為懸架系統(tǒng)垂直剛度；ms為簧上質(zhì)量。 壓縮行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ΨY與伸張行程時(shí)的相對(duì)阻尼系數(shù)ΨS兩者之間保持ΨY=0.5ΨS的關(guān)系。 取ΨY與ΨS的平均值Ψ=0.3，則有： ΨS+0.5ΨS2=0.3 計(jì)算得:ΨY=0.2 ΨS=0.4 4.2 減振器阻尼系數(shù)的確定 減振器阻尼系數(shù)δ=2Ψcms。因懸架系統(tǒng)固有振動(dòng)頻率ω=c/mS，所以 δ=2Ψmsω （4-3） ω=c/mS=2πn=2×3.14×1.8=11.3 δS=2ΨSmSω=2×0.4×2750×11.3=24860 δY=2ΨYmSω =2×0.2×2750×11.3=12430 4.3 最大卸荷力的確定 減震器在正常工作過程中，當(dāng)活塞桿的的振動(dòng)速度為某一數(shù)值時(shí)，為了盡量降低地面對(duì)汽車車身產(chǎn)生的沖擊，減振器會(huì)立即打開卸荷閥，此時(shí)的活塞速度稱為卸荷速度vx。一般vx的取值范圍為0.15~0.3m/s。這里取vx=0.2m/s。 F0=δSvx=24860×0.2=4972N （4-4） 4.4 簡(jiǎn)式減振器工作缸直徑的確定 根據(jù)計(jì)算出的F0和對(duì)應(yīng)的可求得筒式減振器工作缸的直徑D，表達(dá)式是 D=4F0πp1-λ2 （4-5） 式中，[p]為工作缸最大允許壓力，取4Mpa；λ為連桿直徑與缸筒直徑之比，雙筒式減振器取λ＝0.4。代入（3-5）式得： D=43.4mm 查閱汽車筒式減振器的有關(guān)國(guó)標(biāo)（JB1459—1985），減振器的工作缸直徑D有20mm、30mm、40mm、（45mm）、50mm、65mm 等幾種。如表4-1。 表4-1減振器基本尺寸 工作缸直徑D 基長(zhǎng)L 貯油缸最大外直徑 吊環(huán)直徑 吊環(huán)寬度B 活塞行程S 30 120 48 29 24 110~250 40 160 65 39 32 130~280 50 190 80 47 40 170~280 60 210 90 62 50 170~280 貯油缸的工作直徑，按照標(biāo)準(zhǔn)選用,這里取=65mm。壁厚通常取2mm，活塞形程 S=260mm，基長(zhǎng) L=210mm。 5 總結(jié) 通過此次一個(gè)學(xué)期的ZY1160貨車底盤及懸架設(shè)計(jì)，讓我學(xué)到了很多知識(shí)。首先讓我更加理解底盤的各個(gè)總成的布置，對(duì)各個(gè)參數(shù)也知道該從那找標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行選擇、計(jì)算。特別在懸架的設(shè)計(jì)方面，更讓我學(xué)到了很多。在此次畢業(yè)設(shè)計(jì)之前，只是對(duì)懸架有一定了解，但說到設(shè)計(jì)卻是一竅不通。在進(jìn)行設(shè)計(jì)的過程中，我邊學(xué)習(xí)邊進(jìn)行設(shè)計(jì)，遇到難易理解的問題就廣泛的查閱資料，從而尋找解決的途徑。另外使用CAD進(jìn)行畫圖，使我的繪圖水平有了極大提高，繪圖也更加熟練。 在這次設(shè)計(jì)我覺得特別難的地方鋼板彈簧剛度檢驗(yàn)這一部分，因?yàn)橐_定出每片彈簧的慣性矩，其計(jì)算方法非常的繁瑣，這是本次設(shè)計(jì)遇到的一大難點(diǎn)。還有就是各片彈簧預(yù)應(yīng)力的選取問題，因?yàn)闆]有特定的選取方法，這就需要一次又一次的進(jìn)行校核，直到符合要求為止。當(dāng)然由于水平有限，此次設(shè)計(jì)難免存在疏漏，對(duì)于其中的一些不足和缺點(diǎn)，將是我以后努力的方向。 致 謝 在進(jìn)行畢業(yè)設(shè)計(jì)的這段時(shí)間，我要感謝的人有很多。首先，我要感謝我的導(dǎo)師。剛接觸到這次畢業(yè)設(shè)計(jì)，完全不知道該從何處入手進(jìn)行設(shè)計(jì)。是老師給予我指導(dǎo)，幫助我找清方向，才使得我的畢業(yè)設(shè)計(jì)可以順利進(jìn)行下去。其次，我還要感謝和我在同一個(gè)小組的同學(xué)們。在設(shè)計(jì)中我遇到很多問題，比如參數(shù)的確定、數(shù)據(jù)的選擇等。正是由于小組間的交流研討，才使我盡可能快的將參數(shù)確定下來并進(jìn)行設(shè)計(jì)。最后，在此感謝大學(xué)四年教過我的每一位老師，謝謝你們的教誨；感謝大學(xué)期間認(rèn)識(shí)的每一位朋友，是你們讓我的大學(xué)生活豐富多彩。 參考文獻(xiàn) [1]王望予.汽車設(shè)計(jì)[M].第 4 版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010.07 [2]余志生.汽車?yán)碚揫M].第5 版.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2010.01 [3] 羅永革．汽車設(shè)計(jì)[M]．第1版．北京：機(jī)械工業(yè)出版社，2011.7 [4] 日本自動(dòng)車技術(shù)會(huì)．汽車工程手冊(cè)4：動(dòng)力傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)篇 [M]．第1版．北京：北京理工大學(xué)出版社，2010.12 [5] 日本自動(dòng)車技術(shù)會(huì)．汽車工程手冊(cè)5：底盤設(shè)計(jì)篇 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